CN1743699A - 自动变速器的六档传动系 - Google Patents

Abstract

自动变速器的六档传动系，提高了传动系的耐久性和传输效率，包括：第一行星齿轮组，具第一太阳轮、齿圈和齿轮架；第二行星齿轮组，具第二太阳轮、齿圈和齿轮架；第三行星齿轮组，具第三太阳轮、齿圈和齿轮架；输入轴；输出齿轮；变速器壳体。第一和第二太阳轮固定连接。第二齿轮架与第三齿圈固定连接。第三太阳轮与输入轴固定连接作为输入部件。第三齿轮架或第一齿圈与输出齿轮固定连接作为输出部件。第一或第二太阳轮通过第一离合器与输入轴连接。第一齿轮架通过第二离合器与输入轴连接。第一齿轮架通过第一制动器与壳体连接，并受其支配。第一或第二太阳轮通过第二制动器与壳体连接，并其支配。第二齿圈通过第三制动器与壳体连接，并受其支配。

Description

自动变速器的六档传动系

交叉参照的相关申请

本申请要求于2004年9月1日向韩国知识产权局提出的申请号为10-2004-0069541的韩国专利的优先权和利益。这里包括上述申请的全部内容在此引入作为参照。

技术领域

总的来说，本发明涉及一种自动变速器。更具体地讲，本发明涉及一种自动变速器的传动系，其借助多个行星齿轮组的组合实现了多个转换档。

背景技术

典型的自动变速器的换档机构通常利用多个行星齿轮组的组合。这种自动变速器的传动系变换从自动变速器力矩转换器接收过来的转动速度和力矩，从而变换力矩并将变换后的力矩传送给输出轴。其中自动变速器包括多个行星齿轮组。

众所周知，当变速器实现的转换档的档数越多，变速器的速比就可以设计得越理想，从而车辆可以具有更大的单位燃料平均里程数和更好的性能。由于此原因，人们一直在研究实现更多转换档的自动变速器。

另外，当具有相同数量的档时，动力变速器中传动系的特点，如耐久性、效率和大小，在很大程度上由组合的行星齿轮组的布置方式来决定。因此，人们也一直在研究传动系组合结构的设计。

当有太多速度的手动变速器给司机造成需要进行非常频繁的换档操作的不便，因此，由于自动变速器自动控制换档操作，基本上不需要手动操作。所以更多转换档的有利特点对于自动变速器来说更重要。

除了多种四档和五档传动系的研制之外，最近引入了实现六个前进档和一个倒退档的自动变速器的传动系，2000年6月6日公开的美国专利US6,071,208中披露的传动系就是其中的一个范例。

附图12示出专利US6,071,208所述的传动系，附图13示出该传动系的工作图表。

参见附图12，专利US6,071,208所述的传动系包括：双级小行星齿轮组PG1和一对单级小行星齿轮组PG2和PG3。第一齿轮架4与输入轴2固定连接，第二齿轮架22始终作为输出部件。

关于工作部件之间的连接关系，第一齿圈6和第三齿圈8，第二太阳轮12和第三太阳轮10与第二齿圈6和第三齿轮架14分别互相固定连接。同时，第一齿轮架4与第一太阳轮18和第三齿轮架14可变连接，该第三齿轮架***至第一离合器C1和第二离合器C2之间。

此外，该传动系进一步包括：第一制动器B1，该制动器B1可以使固定连接的第二和第三太阳轮12和10的转动停止；第二制动器B2，其可以使第三齿轮架14的转动停止；第三制动器B3，其可以使第一和第三齿圈6和8的转动停止；和第四制动器，其可以制动第一太阳轮18。

如上所述，专利US6,071,208所述的六档传动系包括两个离合器和四个制动器共六个摩擦部件。但是，优选使用更少的摩擦部件来实现六个前进档和一个倒退档，从而使得自动变速器可以更轻巧而紧凑。

附图13为US6,071,208所述的传动系的工作图表，附图14A-14F为图表，其示出当上述传动系按照附图13示出的工作图表工作时的运行状况。

具体地讲，附图14A示出根据US6,071,208所述的动力系的详细说明，即各个行星齿轮组的齿轮齿数比。附图14B示出由附图14A的详细说明得到的传动系各个转换档的速比。此外，附图14C示出各个档中的各个工作部件相对于输入部件转动速度的转动速度。附图14D示出各个摩擦部件在各个转换档的滑动速度。附图14E示出各个工作部件或者各个摩擦部件承载的力矩负荷。附图14F示出各个转换档中参与动力传输的行星齿轮组。

如附图13所示，根据US6,071,208所述的传动系分别在第一档时使第一制动器B1和第四制动器B4工作；在第二档时使第一离合器C1和第一制动器B1工作；在第三档时使第二离合器C2和第一制动器B1工作；在第四档时使第一离合器C1和第二离合器C2工作；在第五档时使第二离合器C2和第四制动器B4工作；在第六档时使第二离合器C2和第三制动器B3工作；在倒退档时使第二制动器B2和第四制动器B4工作。

参见工作图表，下面将详细说明US6,071,208所述传动系的各个工作部件的运转状况。该传动系的行星齿轮组应具有附图14A中示出的齿轮齿数比，从而使得可以实现附图14B示出的速比。

(1)在第三前进档时，第一太阳轮18以大于输入轴转动速度两倍的速度转动(参照附图14C)。另外，在第三档时不工作的第四制动器B4的滑动速度变得与第一太阳轮18的速度一样大(参照附图14D)。

由于六档自动变速器通常在第四前进档实现1∶1的速比，所以在需要加速的情况下，常常挂第三前进档。因此如果部件始终在第三转换档高速转动，则自动变速器的耐久性会降低。

(2)参见附图14D，所有档摩擦部件的滑动速度上都过大，这降低了自动变速器的耐久性并导致过多的功率损失。因此，应该改进传动系以使在D2-D6档上摩擦部件的滑动速度较小。

特别地，在第六前进档D6时，摩擦部件的滑动速度的总和变得过大，因此，在第六前进档耐久性的问题最大。

(3)参见附图14F，当考虑到参与动力传输的行星齿轮组的数量时，至少两个行星齿轮组参与第五档和第六档的动力传输，这降低了动力传输效率。提高动力传输效率更可取。

本发明此背景技术中披露的信息只是用于增强对本发明背景技术的理解，不应将此认为是承认或者暗示这些信息在本国已经成为本领域技术人员所知的现有技术。

发明内容

如上所述，现有技术中的六档传动系尚有许多地方有待改进。本发明致力于提供一种摩擦部件数量少、具有稳定性和耐久性的六档传动系。

根据本发明实施例所述的一种示范性的自动变速器六档传动系，其包括：第一行星齿轮组，其具有第一太阳轮、第一齿圈和第一齿轮架的工作部件；第二行星齿轮组，其具有第二太阳轮、第二齿圈和第二齿轮架的工作部件；第三行星齿轮组，其具有第三太阳轮、第三齿圈和第三齿轮架的工作部件；输入轴；至少一个输出齿轮；和变速器的壳体。

第一太阳轮与第二太阳轮固定连接。第二齿轮架与第三齿圈固定连接。第三太阳轮通过与输入轴固定连接，始终作为输入部件。第三齿轮架和第一齿圈中的至少一个部件通过与至少一个部件输出齿轮固定连接而始终作为输出部件。固定连接的第一和第二太阳轮中的至少一个部件通过第一离合器与输入轴可变连接。第一齿轮架通过第二离合器与输入轴可变连接。第一齿轮架通过第一制动器与变速器的壳体可变连接，并且第一齿轮架受第一制动器制动动作的支配。固定连接的第一和第二太阳轮中的至少一个通过第二制动器与变速器的壳体可变连接，并受第二制动器制动动作的支配。第二齿圈通过第三制动器与变速器的壳体可变连接，并受第三制动器制动动作的支配。

在另外一个实施例中，所述的至少一个输出齿轮包括第一和第二输出齿轮，并且第三齿轮架与第一齿圈分别与第一与第二输出齿轮固定连接。

在另外一个实施例中，根据本发明实施例所述的示范性的六档传动系进一步包括与输入轴平行设置的输出轴，其中第一和第二输出齿轮与输出轴啮合。

在另外一个实施例中，第一、第二和第三行星齿轮组按照第三行星齿轮组、第二行星齿轮组和第一行星齿轮组的顺序设置。

在另外一个实施例中，第一和第二离合器设置在相对于第一行星齿轮组而言的第二行星齿轮组的对面。

在另外一个实施例中，第二制动器设置在第一和第二行星齿轮组之间。

根据本发明所述的另外一种范围较宽的示范性自动变速器六档传动系包括：第一行星齿轮组，其具有第一、第二和第三动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；第二行星齿轮组，其具有第四、第五和第六动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；第三行星齿轮组，其具有第七、第八和第九动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；输入轴；至少一个输出轴；和变速器的壳体。

第三动作部件与第六动作部件固定连接。第五动作部件与第九动作部件固定连接。第七动作部件通过与输入轴固定连接而始终作为输入部件。第一和第八动作部件中的至少一个动作部件通过与至少一个输出齿轮固定连接而始终作为输出部件。固定连接的第三和第六动作部件中的至少一个通过第一离合器与输入轴可变连接。第二动作部件通过第二离合器与输入轴可变连接。第二动作部件通过第一制动器与变速器的壳体可变连接，并且受第一制动器制动动作的支配。第三和第六动作部件中的至少一个通过第二制动器与变速器的壳体可变连接，并受第二制动器制动动作的支配。第四动作部件通过第三制动器与变速器的壳体可变连接，并受第三制动器制动动作的支配。

在另外一个实施例中，所述的至少一个输出齿轮包括第一和第二输出齿轮。第一和第八动作部件分别与第一和第二输出齿轮固定连接。

在另外一个实施例中，根据本发明实施例所述的示范性的六档传动系进一步包括与输入轴平行设置的输出轴，其中第一和第二输出齿轮与输出轴啮合。

在另外一个实施例中，第一、第二和第三行星齿轮组按照第三行星齿轮组、第二行星齿轮组和第一行星齿轮组的顺序设置。

在另外一个实施例中，第一和第二离合器相对于第一行星齿轮组而言设置在第二行星齿轮组对面。

在另外一个实施例中，第二制动器设置在第一和第二行星齿轮组之间。

附图说明

附图示出本发明的示例性实施例，其和说明书一起用来解释说明本发明的原理，其中：

附图1示出根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系；

附图2为根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系的工作图表；

附图3为控制杆示意图，其示出根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系的工作节点(N1至N7)；

附图4示出根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系第一前进档的速度示意图；

附图5示出根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系第二前进档的速度示意图；

附图6示出根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系第三前进档的速度示意图；

附图7示出根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系第四前进档的速度示意图；

附图8示出根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系第五前进档的速度示意图；

附图9示出根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系第六前进档的速度示意图；

附图10示出根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系倒退档的速度示意图；

附图11A-11F为图表，其示出根据本发明实施例所述的具有一定齿轮齿数比的自动变速器六档传动系工作时的工作状况；

附图12示出现有技术披露的一种示范性六档传动系；

附图13为附图12中示出的传动系的工作图表；和

附图14A-14F为图表，其示出当附图12示出的传动系按照附图13示出的工作图表工作时的运行状况。

具体实施方式

下面将参照附图对本发明的实施例进行详细地说明。

如附图1所示，根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系包括三个行星齿轮组：第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3。

第一行星齿轮组PG1为单级小行星齿轮组，其包括第一太阳轮S1、第一齿轮架PC1和第一齿圈R1，作为该第一行星齿轮组的工作部件。与第一齿圈R1和第一太阳轮S1两者都啮合的第一小齿轮P1和第一齿轮架PC1相连并由其支撑。

第二行星齿轮组PG2为单级小行星齿轮组，其包括第二太阳轮S2、第二齿轮架PC2和第二齿圈R2，作为该第二行星齿轮组的工作部件。与第二齿圈R2和第二太阳轮S2两者都啮合的第二小齿轮P2和第二齿轮架PC2相连并由其支撑。

第三行星齿轮组PG3为单级小行星齿轮组，其包括第三太阳轮S3、第三齿轮架PC3和第三齿圈R3，作为该第三行星齿轮组的工作部件。与第三齿圈R3和第三太阳轮S3两者都啮合的第三小齿轮P3和第三齿轮架PC3相连并由其支撑。

此外，如附图1所示，根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系进一步包括：输入轴100和变速器的壳体，输入轴100用来接收来自发动机(未示出)的力矩，输出齿轮210和220，它们将来自传动系的力矩输出。

第一太阳轮S1与第二太阳轮S2固定连接。

第二齿轮架PC2与第三齿圈R3固定连接。

通过与输入轴100固定连接，第三太阳轮S3始终作为输入部件。

通过与第一输出齿轮210固定连接，第一齿圈R1始终作为输出部件。

通过与第二输出齿轮220固定连接，第三齿轮架PC3始终作为输出部件。

固定连接的第一和第二太阳轮S1和S2通过第一离合器C1与输入轴100可变连接。

第一齿轮架PC1通过第二离合器C2与输入轴100可变连接。

第一齿轮架PC1通过第一制动器B1与变速器的壳体300可变连接，并且第一齿轮架受第一制动器B1制动动作的支配。

固定连接的第一和第二太阳轮S1和S2通过第二制动器B2与变速器的壳体300可变连接，并且第一和第二太阳轮S1和S2受第二制动器B2制动动作的支配。

第二齿圈R2通过第三制动器B3与变速器的壳体300可变连接，并且该第二齿圈R2受第三制动器B3的制动动作的支配。

根据本发明实施例所述的六档传动系进一步包括与输入轴100平行布置的输出轴400，第一和第二输出齿轮210和220与输出轴400啮合。

因此，由第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3传递的力矩通过第一和第二输出齿轮210和220这两个路线输出。

如附图1所示，根据本发明实施例所述的自动变速器传动系，第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3按照第三行星齿轮组PG3、第二行星齿轮组PG2和第一行星齿轮组PG1的顺序设置。

第一和第二离合器C1和C2设置在相对于第一行星齿轮组PG1而言的第二行星齿轮组PG2的对面。

另外，第二制动器B2设置在第一和第二行星齿轮组PG1和PG2之间。

下面将对根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系的工作情况进行详细地说明。

如附图2所示，根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系在第一前进档D1时使第一制动器B1和第三制动器B3工作；在第二前进档D2时使第二制动器B2和第三制动器B3工作；在第三前进档D3时使第一离合器C1和第三制动器B3工作；在第四前进档D4时使第二离合器C2和第三制动器B3工作；在第五前进档D5时使第一离合器C1和第二离合器C2工作；在第六前进档D6时使第二离合器C2和第二制动器B2工作。

在倒退档R时使第一离合器C1和第一制动器B1工作。

附图2中示出的变速比是以两输出部件——第一齿圈R1和第三齿轮架PC3中的第一齿圈R1为基准计算(或约略计算)出的。

附图2中示出的变速比的具体值是在下述情况下获取的，该情况为第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3具有如附图11A示出的齿圈/太阳轮齿数比，并且第三齿轮架PC3的输出速度为齿圈R1输出速度的0.824倍。

当第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3的齿圈/太阳轮齿数比与附图11A中示出的不同时，则根据本发明的详细说明，本领域的技术人员可以容易地计算出不同齿圈/太阳轮齿数比的变速值。

附图3为控制杆示意图，其示出根据本发明实施例所述的自动变速器六档传动系的工作节点(N1至N7)。

如附图3所示，第一齿轮组PG1的第一齿圈R1、第一齿轮架PC1和第一太阳轮S1依次位于控制杆示意图中的工作节点N3、N5和N7处。

第二齿轮组PG2的第二齿圈R2、第二齿轮架PC2和第二太阳轮S2依次位于控制杆示意图中的工作节点N4、N6和N7处。

第三齿轮组PG3的第三太阳轮S3、第三齿轮架PC3和第三齿圈R3依次位于控制杆示意图中的工作节点N1、N2和N6处。

如上所述，输入轴100通过第一离合器C1与第一和第二太阳轮S1和S2可变连接。因此，根据第一和第二离合器C1和C2的动作将通过输入轴100输入的发动机的转动运动传递给第七节点N7或者第五节点N5。

第一齿轮架PC1通过第一制动器B1与变速器的壳体300可变连接。因此，可以通过第一制动器B1的动作来制动第一齿轮架PC1的第四节点N4。

此外，固定连接的第一和第二太阳轮S1和S2通过第二制动器B2与变速器的壳体300可变连接。因此，第七节点N7可以通过第二制动器B2的动作而制动。

此外，第二齿圈R2通过第三制动器B3与变速器的壳体300可变连接。因此，第二齿圈R2的第四节点N4可以通过第三制动器B3的动作而制动。

下面将参照附图4-10对根据本发明实施例所述自动变速器六档传动系的各个档的形成进行详细说明。

从附图4至附图10，其中的L1表示第一行星齿轮组PG1的速度线，L2表示第二行星齿轮组PG2的速度线，L3表示第三行星齿轮组PG3的速度线。

因为第一太阳轮S1和第二太阳轮S2彼此固定连接，因而第一行星齿轮组PG1的速度线L1和第二行星齿轮组PG2的速度线L2在第七节点N7相交。

因为第二齿轮架PC2和第三齿圈R3彼此固定连接，因而第二行星齿轮组PG2的速度线L2和第三行星齿轮组PG3的速度线L3在第六节点N6相交。

因为第三太阳轮S3与输入轴固定连接，所以其始终以输入的速度转动。

在上述情形中，第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3的速度线L1、L2和L3的布置(arrangement)是通过有选择地使第一和第二离合器C1和C2与第一、第二和第三制动器B1、B2和B3动作来确定的。

在第一前进档D1时，如附图4所示，在第四节点N4上的第二齿圈R2由于第三制动器B3的动作而静止。此外，由于第一制动器B1的动作使第五节点N5静止。

因此在这种情形下，就形成如附图4所示的速度线L1、L2和L3。

也就是说，关于第二行星齿轮组PG2的第四、第六和第七节点N4、N6和N7，第四节点N4是静止的，第六和第七节点N6和N7以负向的速度转动。

关于第一行星齿轮组PG1的第三、第五和第七节点N3、N5和N7，速度线L1是通过连接以反向速度转动的第七节点N7和静止的第五节点N5形成的。因此，第三节点N3上的输出部件第一齿圈R1以较低的正向速度旋转。

因此，如附图4所示，第三行星齿轮组PG3的速度线L3形成向右倾斜。在这种情形中，第二节点N2上的输出部件第三齿轮架PC3以非常低的速度(相对于输入轴100的转动运动而言)转动。

在上述的第一前进档，第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3都参与动力的传输。

在第二前进档D2，如附图5所示，由于第三制动器B3也在第二前进档动作，因而第四节点N4上的第二齿圈R2保持静止。另外，第七节点N7由于第二制动器B2的动作而处于静止状态。

因此在这种情形中，由于第四和第七节点N4和N7都是静止的，因而第二行星齿轮组PG2的速度线L2在速度为零时变成水平的。这意味着第六节点N6也应是静止的。

因此，与第一前进档相比，第三行星齿轮组PG3的速度线L3略微向逆时针方向有所转动。因此，与第一前进档相比，输出部件第三齿轮架PC3以增加的速度转动。

在第二前进档，第一齿圈R1的转动速度与第三齿轮架PC3的转动速度成正比。即在第二档时第一齿圈R1的转动速度是第三齿轮架PC3转动速度的1/0.824倍。

在上述第二前进档，由于第二行星齿轮组PG2静止，因而第三行星齿轮组PG3参与动力的传输。

在第三前进档D3，如附图6所示，由于第三制动器B3也在第三前进档动作，因而第四节点N4上的第二齿圈R2保持静止。另外，第七节点N7也由于第一离合器C1的动作而以和输入轴100的速度相等的速度转动。

因此在这种情形中，第二行星齿轮组PG2的速度线L2由静止的第四节点N4和以输入速度转动的第七节点N7形成。第三行星齿轮PG3的运动线L3由第二行星齿轮组PG2的速度线L2上的第六节点N6确定。

因此，与第二前进档相比，第三行星齿轮组PG3的速度线L3略微向逆时针方向有所转动。因此，与第二前进档相比，输出部件第三齿轮架PC3以增加的速度转动。

在第二档，第一齿圈R1的转动速度是第三齿轮架PC3转动速度的1/0.824倍。

在上述第三前进档，第二和第三行星齿轮组PG2和PG3参与动力的传输。

在第四前进档D4，如附图7所示，由于第三制动器B3也在第四前进档动作，因而第四节点N4上的第二齿圈R2保持静止。另外，第五节点N5也由于第二离合器C2的动作而以和输入轴100的速度相等的速度转动。

因此在这种情形中，形成如图7示出的那样的速度线L1、L2和L3。

也就是说，与第三前进档相比，第二行星齿轮组PG2的速度线L2略微向逆时针方向有所转动。

以同样的方式，与第三前进档相比，第三行星齿轮组PG3的速度线L3略微向逆时针方向有所转动。因此，与第三前进档相比，输出部件第三齿轮架PC3和第一齿圈R1的以增加的速度转动。

在上述的第四前进档，第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3都参与动力的传输。

在第五前进档D5，第一和第二离合器C1和C2动作。因此，如附图8所示，第五和第七节点N5和N7以和输入轴100的速度相等的速度转动。

因此，第一行星齿轮组PG1的速度线L1在输入轴100转动速度的高度处变成水平的。这意味着第一行星齿轮组整体转动。

因此，第三节点N3也以输入速度转动，从而输入速度通过第一齿圈R1直接输出，而没有发生改变。

在第五档，第三齿轮架PC3的转动速度是第一齿圈R1转动速度的0.824倍。

在上述第五前进档，第一、第二和第三行星齿轮组PG1、PG2和PG3都没有参与动力的传输。也就是说，第一行星齿轮组PG1整体转动，并直接输送输入速度，而没有发生改变。

在第六前进档D6，如附图9所示，由于第二离合器C2的动作，第五节点N5以和输入轴100的速度相等的速度转动。另外，第七节点N7由于第二制动器B2的动作而静止。

因此，第一行星齿轮组PG1的速度线L1是由静止的第七节点N7和以输入速度转动的第五节点N5形成的。

因此，第一行星齿轮组PG1的速度线L1上的第三节点N3以大于输入速度的速度转动。这意味着从第一齿圈R1输出的转动速度大于输入速度。

在上述第六前进档，只有第一行星齿轮组PG1参与动力传输。

在倒退档R，第一离合器C1和第一制动器B1动作。因此，如附图10所示，第一行星齿轮组PG1的速度线L1由静止的第五节点N5和以输入速度转动的节点N7形成。

因此，第一行星齿轮PG1速度线L1上的第三节点N3以负向的速度转动，即如附图10所示反向转动。

在上述倒退档，只有第一行星齿轮组PG1参与动力的传输。

附图11A-11F为图表，其示出根据本发明优选实施例所述自动传输装置传动系的工作状况。

具体地讲，附图11A示出根据一个实施例所述传动系的详细说明，即各个行星齿轮组的齿轮齿数比。附图11B示出由附图11A的详细说明得到的这样一个实施例的传动系各个转换档的速比。附图11C示出各个档的每个工作部件相对于输入部件转动速度的转动速度。附图11D示出各个摩擦部件在各个转换档的滑动速度。附图11E示出各个工作部件或者各个摩擦部件承载的力矩负荷。附图11F示出各个转换档中参与动力传输的行星齿轮组。

从上面对本发明传动系换档操作的说明明显可以明白附图11F中示出的详细信息。基于本实施例传动系的结构特征和工作图表，本领域的技术人员可以计算出附图11C-11E中示出的数字。

在本领域众所周知，借助强力(hard)的加速作用下高负荷被加载到自动变速器上。依照优选实施例的传动系，没有工作部件的转动速度比频繁挂档以产生加速度的第二和第三档时的输入速度快(参见附图11C)。因此，在第三档不动作的摩擦部件的滑动速度小于输入轴的转动速度(参见附图11D)。

当将附图11D示出的传动系的性能与附图14D中示出的现有技术中的传动系的性能进行比较时，显然，与例如第US6,071,208号美国专利所述的传动系相比，在全部第二至第六档时本实施例传动系滑动部件的滑动速度更小(尤其是在第六前进档)。

而且众所周知，行星齿轮组越多意味着在动力传输过程中的动力损失越多。当将附图11F示出的传动系的性能和附图14F示出的现有技术中的传动系的性能进行比较时，显然，优选实施例中的传动系参与多个转换档的动力传输的行星齿轮组较少，从而该传动系具有更好的动力传输效率。

另外，力矩负荷被分散给行星齿轮组的所有动作部件，从而传动系可以承载更大的负荷。

根据本发明的优选实施例，借助最小数量的摩擦部件实现了六个前进档和一个倒退档，从而使得自动变速器变得轻巧而紧凑。

由于在频繁挂档以产生加速度时工作部件的转动速度减小，因而自动变速器的耐久性增强。通过减小摩擦部件的滑动速度还达到了进一步增强耐久性和减小动力损失的效果。

动力传输路线的缩短也有助于增强耐久性并减小动力损失。

另外，力矩通过两种路线传递给输出轴，从而可以将力矩负荷分散给多个部件。因此，可以减小每个动作部件的力矩负荷，从而传动系可以承载更大的负荷。

虽然上面联系目前被认为是最实用的范例对本发明进行了说明，但是应该理解本发明不限于披露的上述实施例。相反，确定其覆盖包括在后面的权利要求的精神和范围之内的多种修改和等同装置。

Claims (12)

1.一种自动变速器六档传动系，其包括：

第一行星齿轮组，其具有第一太阳轮、第一齿圈和第一齿轮架的工作部件；

第二行星齿轮组，其具有第二太阳轮、第二齿圈和第二齿轮架的工作部件；

第三行星齿轮组，其具有第三太阳轮、第三齿圈和第三齿轮架的工作部件；

输入轴；

至少一个输出齿轮；和

变速器的壳体；

其中：

第一太阳轮与第二太阳轮固定连接；

第二齿轮架与第三齿圈固定连接；

第三太阳轮通过与输入轴固定连接，始终作为输入部件；

第三齿轮架和第一齿圈中的至少一个部件通过与至少一个输出齿轮固定连接而始终作为输出部件；

固定连接的第一和第二太阳轮中的至少一个通过第一离合器与输入轴可变连接；

第一齿轮架通过第二离合器与输入轴可变连接；

第一齿轮架通过第一制动器与变速器的壳体可变连接，并且第一齿轮架受第一制动器制动动作的支配；

第一和第二太阳轮中的至少一个通过第二制动器与变速器的壳体可变连接，并受第二制动器制动动作的支配；和

第二齿圈通过第三制动器与变速器壳体可变连接，并受第三制动器制动动作的支配。

2.如权利要求1所述的传动系，其中：

所述的至少一个输出齿轮包括第一和第二输出齿轮；和

第三齿轮架和第一齿圈分别与第一和第二输出齿轮固定连接。

3.如权利要求2所述的传动系，其进一步包括与输入轴平行设置的输出轴，其中第一和第二输出齿轮与输出轴啮合。

4.如权利要求1所述的传动系，其中：第一、第二和第三行星齿轮组按照第三行星齿轮组、第二行星齿轮组和第一行星齿轮组的顺序设置。

5.如权利要求4所述的传动系，其中：第一和第二离合器设置在相对于第一行星齿轮组而言的第二行星齿轮组的对面。

6.如权利要求4所述的传动系，其中第二制动器设置在第一和第二行星齿轮组之间。

7.一种自动变速器六档传动系，其包括：

第一行星齿轮组，其具有第一、第二和第三动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；

第二行星齿轮组，其具有第四、第五和第六动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；

第三行星齿轮组，其具有第七、第八和第九动作部件，这些部件按序地占据控制杆示意图的位置；

输入轴；

至少一个输出轴；和

变速器的壳体；

其中：

第三动作部件与第六动作部件固定连接；

第五动作部件与第九动作部件固定连接；

第七动作部件通过与输入轴固定连接而始终作为输入部件；

第一和第八动作部件中的至少一个动作部件通过与至少一个输出齿轮固定连接而始终作为输出部件；

固定连接的第三和第六动作部件中的至少一个通过第一离合器与输入轴可变连接；

第二动作部件通过第二离合器与输入轴可变连接；

第二动作部件通过第一制动器与变速器的壳体可变连接，并且受第一制动器制动动作的支配；

固定连接的第三和第六动作部件中的至少一个通过第二制动器与变速器的壳体可变连接，并受第二制动器制动动作的支配；和

第四动作部件通过第三制动器与变速器的壳体可变连接，并受第三制动器制动动作的支配。

8.如权利要求7所述的一种传动系，其中：

所述的至少一个输出齿轮包括第一和第二输出齿轮；和

第一和第八动作部件分别与第一和第二输出齿轮固定连接。

9.如权利要求8所述的传动系，其进一步包括与输入轴平行设置的输出轴，其中第一和第二输出齿轮与输出轴啮合。

10.如权利要求7所述的传动系，其中：第一、第二和第三行星齿轮组按照第三行星齿轮组、第二行星齿轮组和第一行星齿轮组的顺序设置。

11.如权利要求10所述的传动系，其中：第一和第二离合器设置在相对于第一行星齿轮组而言的第二行星齿轮组的对面。

12.如权利要求10所述的传动系，其中第二制动器设置在第一和第二行星齿轮组之间。

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